JP4570291B2

JP4570291B2 - Intake valve drive device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP4570291B2
Application number: JP2001245840A
Authority: JP
Inventors: 俊一青山; 信一竹村; 常靖野原; 誠次鶴田
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd; Hitachi Automotive Systems Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd; Hitachi Astemo Ltd
Priority date: 2001-08-14
Filing date: 2001-08-14
Publication date: 2010-10-27
Anticipated expiration: 2021-08-14
Also published as: JP2003056316A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車等に用いられる内燃機関に関し、特に、吸気弁のバルブクリアランスを自動的に解消する油圧ラッシュアジャスタを備えた吸気弁駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図１１は、特開平６−１０６２２号公報に開示され、内燃機関の直動式の固定動弁系に適用される油圧ラッシュアジャスタ１００を示している。クランクシャフトに連動して軸まわりに回転するカムシャフト（駆動軸）１０１には、複数の固定カム１０２が固定的に設けられており、各固定カム１０２と各吸気弁（又は排気弁）のバルブステム１０３との間に、固定カム１０２との隙間（バルブクリアランス）を自動的に詰める油圧ラッシュアジャスタ１００が介装されている。
【０００３】
油圧ラッシュアジャスタ１００は、固定カム１０２に当接する第１可動体１０４と、バルブステム１０３に当接する有底円筒状の第２可動体１０５と、両可動体１０４，１０５の間に液密に画成される油圧室１０６と、この油圧室１０６へ供給される作動油を貯留するリザーバ室１０７と、を有している。第１可動体１０４は、一体的に作動する有底円筒状のバケット１０８及びプランジャ１０９を有している。リザーバ室１０７から油圧室１０６へ作動油を供給する通路１１０には、この通路１１０を開閉するチェック弁（ワンウェイバルブ）１１１が設けられ、このチェック弁１１１はリターンスプリング１１２により閉方向へ付勢されている。両可動体１０４，１０５の間には、油圧室１０６の容積を拡大する方向（第１可動体１０４を固定カム１０２へ近づける方向）へ付勢するスプリング１１４が介装されている。
【０００４】
定常的な機関運転中に、固定カム１０２の外周面に形成されたカムプロフィールにおけるリフト区間１１５が油圧ラッシュアジャスタ１００に対向・当接するリフト状態となると、固定カム１０２からの荷重が第１可動体１０４，油圧室１０６，及び第２可動体１０５を経由してバルブステム１０３へ伝達され、このバルブステム１０３が押し下げられる。このとき、油圧室１０６内の油圧が上昇し、第２可動体１０５とプランジャ１０９の隙間等から作動油が僅かにリーク（漏洩）する。しかしながら、続いて固定カム１０２のベースサークル区間１１６が油圧ラッシュアジャスタ１００に対向するゼロリフト状態（図１１に示す状態）となると、スプリング１１４の付勢力によりチェック弁が開いてリザーバ室１０７から油圧室１０６へ作動油が補充されて、油圧ラッシュアジャスタ１００が固定カム１０２に速やかに当接する。このように、油圧ラッシュアジャスタ１００は、定常的な機関運転中におけるバルブクリアランスを常に０（ゼロ）に調整する機能を有している。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
作動角が一定の固定動弁系では、高出力化等を図るために、一般的に、吸気弁の作動角が１８０°ＣＡ以上に設定されている。従って、３気筒以上の内燃機関では、機関停止時に、少なくとも一つ以上の気筒の吸気弁が上記のリフト状態（リフト区間１１５が油圧ラッシュアジャスタ１００に対向・当接する状態）となっている。このように機関停止時にリフト状態となっていると、固定カム１０２やバルブスプリング１１７からの荷重により油圧室１０６内の作動油が継続的にリークして、最終的には油圧室１０６の容積が最小容積あるいはバルブリフト量がゼロとなるまで縮小する。
【０００６】
このように油圧室１０６の容積（油圧ラッシュアジャスタ１００のバルブステム方向の寸法）が縮小した状態で機関が起動して固定カム１０２が回転し始めると、初めの間は比較的大きなバルブクリアランスが残り、固定カム１０２が油圧ラッシュアジャスタ１００に衝突する際に打音の発生等を招いてしまう。リザーバ室１０７に作動油が充分ある場合には、比較的速やかに必要な量の作動油がチェック弁１１１を介して油圧室１０６へ補充されて、バルブクリアランスがゼロの状態に復帰する。しかしながら、直動式の動弁系では油圧ラッシュアジャスタ１００の寸法が機関寸法に直接的に影響するので、リザーバ室１０７の容積を大きくすることが困難であり、このようにリザーバ室１０７に十分な作動油が残っていない場合、またはオイルポンプからの作動油の供給が遅れたような場合、気泡が油圧室１０６へ混入し、バルブリフトのばらつきが大きくなるおそれがある。
【０００７】
ところで、本出願人等は、吸気弁のバルブリフト特性、特にバルブリフト量及び作動角（リフト・作動角）を連続的に変更可能な可変動弁機構を先に提案している（特開平１１−０３６９０６号公報参照）。この機構を用いることにより、機関低速時から高速時まで、燃焼と充填効率の最適化による燃費性能の大幅な向上が得られるとともに、バルブリフト特性の変更制御により吸入空気量を調整することが可能となる。例えば、アイドリング等の極低負荷域では、吸気弁のバルブリフト量を０．５〜１．０ｍｍ程度の極低リフト状態とし、微少な吸入空気量の調整を吸気弁のリフト・作動角の変更制御を主体として行うことが可能となる。従って、従来のようにアイドル時等でスロットル弁により吸気を強く絞る場合に比して、吸気系へ作用する負圧を軽減してスロットル損失を大幅に低減できるなど、機関の性能向上へのメリットは大きい。
【０００８】
しかしながら、このような極低リフト状態では、吸気弁の寸法（全長）のばらつきや熱膨張、更にはバルブシートの摩耗などの要因に起因する気筒間のバルブリフト量のばらつきの影響が、吸入空気量に大きく影響し、機関安定性・信頼性を損ねるおそれがある。従って、このように吸気弁のバルブリフト特性の変更制御により吸入空気量を調整するシステムに、上述した油圧ラッシュアジャスタを適用し、定常的な機関運転中のバルブクリアランスを常にゼロに調整することは、吸入空気量の精度を向上する上でも極めて有効である。しかしながら、単に油圧ラッシュアジャスタ１００を適用したのみでは、上述したような機関始動時における吸気弁のバルブリフト量のばらつきに起因して、機関始動時に所望の吸入空気量が得られず、更なる改良が望まれている。
【０００９】
一方、機関停止時に固定カム１０２のベースサークル区間１１６が油圧ラッシュアジャスタ１００に当接・対向するゼロリフト状態となっていると、バルブスプリング１１７の荷重は図外のバルブシートに作用し、油圧ラッシュアジャスタ１００の油圧室１０６には実質的に荷重が作用しない。従って、この場合には油圧室１０６の容積がバルブクリアランスをゼロとする所期の状態まで拡張した状態に保持される。本発明は、このような事情に鑑みてなされたものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明に係る内燃機関の吸気弁駆動装置は、クランクシャフトに連動して作動するカムと、このカムと吸気弁（のバルブステム）又はその連携部材（スイングアームやロッカーアーム等）との間に介装され、油圧を利用して上記カムとの隙間を詰める油圧ラッシュアジャスタと、を有している。そして、機関停止状態で、上記油圧ラッシュアジャスタが適用される全ての気筒の吸気弁のバルブリフト量がほぼ０（ゼロ）である全気筒ゼロリフト状態となるように、吸気弁のバルブリフト特性が設定されていることを特徴としている。
【００１１】
このように、機関停止状態で全気筒ゼロリフト状態とすることにより、次回の機関始動直後から全気筒で油圧ラッシュアジャスタによりバルブクリアランスがほぼ０に調節されるので、バルブクリアランスに起因する打音の発生等を確実に回避できる。
【００１２】
典型的には、カムと吸気弁のバルブステムとの間に油圧ラッシュアジャスタが介装される直動式の動弁系に適用される。より具体的には、上記カムは、クランクシャフトに連動して軸回りに回転する吸気駆動軸と同軸上に配置されるとともに、この吸気駆動軸に連動して作動する。上記油圧ラッシュアジャスタは、上記カムに当接する第１可動体と、吸気弁のバルブステムに当接する第２可動体と、上記第１可動体と第２可動体との間に形成される油圧室と、この油圧室へ供給する作動油を貯留するリザーバ室と、を有している。
【００１３】
仮に機関始動時に油圧室が作動油のリークにより縮小している状態でも、リザーバ室に作動油が充分ある場合、比較的速やかに必要な量の作動油が油圧室へ補充されて、バルブクリアランスがゼロの状態に復帰する。しかしながら、直動式の動弁系では油圧ラッシュアジャスタの寸法が機関寸法に大きく影響するので、リザーバ室の容積を大きくすることが困難であり、この点からも、本発明のように機関停止状態で全気筒ゼロリフト状態とすることが好ましい。
【００１４】
なお、上記の「全気筒ゼロリフト状態」とは、機関停止状態で、全ての油圧ラッシュアジャスタがカムのベースサークル区間又はランプ区間に接する状態と言い換えることができる。
【００１５】
特に好ましくは、吸気弁のバルブリフト特性を変更可能な可変動弁機構を有している。この場合、バルブリフト特性の変更制御により吸入空気量の調整を行うことができるが、その反面、仮に機関始動時に気筒間でバルブリフト量（バルブクリアランス）にばらつきがあると吸入空気量が大きく変動して機関安定性・信頼性を損ねるおそれがある。しかしながら本発明によれば、機関始動時から全気筒のバルブクリアランスが油圧ラッシュアジャスタによりほぼ０に調整されるため、上記のように機関安定性・信頼性を損ねることはない。
【００１６】
このような可変動弁機構を全気筒ゼロリフト状態に対応するバルブリフト特性に設定する手法として、機関停止を判断して可変動弁機構を積極的に駆動制御しても良いが、可変動弁機構の構造上の設定・制約により機関停止状態では自発的に所期のバルブフト特性の設定状態となるようにしても良い。一例として、油圧駆動式の可変動弁機構であって、駆動油圧が抜けるとスプリング（例えば図４のリターンスプリング３７）の付勢力等により初期位置に戻る機構の場合、その初期位置を所期のバルブリフト特性が得られる位置に設定しておけば、機関停止時に敢えて可変動弁機構を駆動制御しなくても、最終的には所望のバルブリフト特性が得られることとなる。
【００１７】
上記可変動弁機構が、少なくとも吸気弁のバルブリフト量を変更可能なリフト変更機構を含む場合、好ましくは機関停止状態ではバルブリフト量が最小値に設定される。特に、この最小値をほぼ０とすれば、クランク角や吸気弁の作動角の中心位相等にかかわらず、機関停止状態で確実に全気筒ゼロリフト状態とすることができる。
【００１８】
機関停止状態及び機関始動直後の状態では、一般的にはアイドリング運転が行われる。従って、アイドリング運転域におけるバルブリフト量を最小値近傍に設定すれば、機関停止前から機関停止状態を経て機関が始動するまでのバルブリフト量が最小値の近傍に維持されることとなり、バルブリフト量の変更量が少なくて済むので、好ましい。
【００１９】
このようなリフト変更機構の一例として、実質的に直動式の動弁レイアウトで、吸気弁のバルブリフト量及び作動角（リフト・作動角）の双方を連続的に変更可能なものを本出願人等は先に提案している（特開平１１−０３６９０６号公報参照）。この機構においては、上記カムが、クランクシャフトに連動して軸回りに回転する吸気駆動軸に揺動可能に支持され、この吸気駆動軸の回転に連動して所定の揺動範囲内を揺動する揺動カムである。そして、上記リフト変更機構が、吸気駆動軸に偏心して固定又は一体形成される駆動偏心軸部と、吸気弁のバルブリフト量の変更時に回転駆動される制御軸と、この制御軸に偏心して固定又は一体形成される制御偏心軸部と、この制御偏心軸部に回転可能に支持されるロッカーアームと、このロッカーアームの一端と上記駆動偏心軸部とを連携する第１リンクと、上記ロッカーアームの他端と上記揺動カムの先端とを連携する第２リンクと、を有している。
【００２０】
上記可変動弁機構が、吸気弁の作動角の中心位相を進角側及び遅角側へ変更可能な位相変更機構を含む場合、好ましくは機関停止状態で上記全気筒ゼロリフト状態となるように、上記作動角の中心位相を積極的に制御する。
【００２１】
機関停止状態では、一般的に、全気筒のピストンが圧縮荷重を受けるピストン上死点近傍から外れた状態で、クランクシャフトが停止する。つまり、機関停止状態のときになり得るクランク角の範囲では、全気筒のピストンがピストン上死点近傍から外れた状態となる傾向にある。特に、４気筒の内燃機関では、典型的には全気筒のピストンが行程半ばとなるクランク角の範囲でクランクシャフトが停止する。このような機関停止状態で、全気筒ゼロリフト状態を実現するためには、吸気弁の作動角の中心位相をピストン上死点近傍、あるいはピストン下死点近傍へ設定すれば良い。
【００２２】
上記位相変更機構の一例として、ヘリカルギアやベーンを用いて、クランクシャフトに対する吸気駆動軸の位相を変更するＶＴＣ（バルブ・タイミング・コントロール）機構が公知である。この機構では、上記カムが、クランクシャフトに連動して軸回りに回転する吸気駆動軸により駆動される。そして、上記位相変更機構が、クランクシャフトと一体的に回転する第１回転体と、上記吸気駆動軸と一体的に回転する第２回転体と、これら第１回転体から第２回転体へ回転動力を伝達するとともに、両回転体の相対的な回転位相を変更するヘリカルギアやベーン等を用いた手段と、を有している。
【００２３】
【発明の効果】
本発明によれば、機関停止状態では油圧ラッシュアジャスタが適用される全ての気筒の吸気弁のバルブリフト量が実質的に０（ゼロ）となるので、全ての油圧ラッシュアジャスタが、実質的に作動油がリークしておらず縮小していない状態となる。従って、機関を長時間停止した後に機関を起動したような場合にも、全気筒のバルブクリアランスが略０となり、気筒間のバルブリフト量のばらつきがほぼ完全に解消される。この結果、機関始動時における打音の発生が抑制されることに加え、可変動弁機構を用いて吸気弁のバルブリフト特性を変更制御して吸入空気量を調整する構成の場合には、機関始動時における吸入空気量のばらつきが抑制され、機関信頼性・安定性が著しく向上する。
【００２４】
【発明の実施の形態】
先ず、全実施形態に共通する多気筒内燃機関の吸気弁駆動装置の基本構成について、図１〜５を参照して説明する。
【００２５】
図１を参照して、シリンダヘッド１の上部には、互いに平行に気筒列方向へ延びる吸気駆動軸２１と排気駆動軸（カムシャフト）２とがブラケット８を介して回転可能に支持されている。これら吸気駆動軸２１及び排気駆動軸２は、プーリ又はスプロケットを介してクランクシャフトから回転動力が伝達され、このクランクシャフトの回転に連動して自身の軸回りに回転する。排気駆動軸２には、複数の固定カム２ａが固定又は一体形成されており、各固定カム２ａと排気弁３のバルブステム３ａとの間にバルブリフタ３ｂが介装されている。吸気駆動軸２１には、各気筒毎に揺動カム２２が揺動自在に外嵌・支持されている。揺動カム２２は、図２にも示すように一対のカム本体２２ａを円筒状のジャーナル部２２ｂで一体的に連結した構造となっており、各カム本体２２ａと吸気弁４のバルブステム４ａとの間に、バルブリフタとしての油圧ラッシュアジャスタ４０が介装されている。揺動カム２２は、後述するリフト変更機構５により吸気駆動軸２１と連携され、吸気駆動軸２１の回転に連動して所定の揺動範囲内を揺動する。従って、吸・排気側ともに、駆動軸２１，２と同軸上に設けられたカム２２，２ａにより、バルブリフタ４０，３ｂを介して吸・排気弁４，３を直接的に駆動する直動式の動弁レイアウトとなっている。なお、排気弁３のバルブリフタ３ｂも吸気弁側と同様に油圧ラッシュアジャスタとしても良い。
【００２６】
図２を参照して、この吸気弁駆動装置は、吸気弁のバルブリフト特性を変更可能な可変動弁機構として、吸気弁のバルブリフト量及び作動角（リフト・作動角）を連続的に変更可能なリフト変更機構５と、吸気弁のリフト・作動角の中心位相を進角側及び遅角側へ変更可能な位相変更機構６と、を有している。
【００２７】
リフト変更機構５は、吸気駆動軸２１に偏心して固定又は一体形成された円筒状又は円柱状の駆動偏心軸部２３と、吸気駆動軸２１と平行に気筒列方向へ延びる制御軸２４と、この制御軸２４に偏心して固定又は一体形成された円筒状又は円柱状の制御偏心軸部２５と、この制御偏心軸部２５に回転可能に外嵌・支持されるロッカーアーム２６と、このロッカーアーム２６の一端と駆動偏心軸部２３とを連携するリング状の第１リンク２７と、ロッカーアーム２６の他端と揺動カム２２の先端とを連携するロッド状の第２リンク２８と、を有している。
【００２８】
クランクシャフトに連動して吸気駆動軸２１が回転すると、駆動偏心軸部２３に支持される第１リンク２７の一端が吸気駆動軸２１の軸心に対して回転変位して、この第１リンク２７が全体としてほぼ並進作動し、この第１リンク２７に連携するロッカーアーム２６及び第２リンク２８を介して揺動カム２２が所定の揺動角度範囲内で揺動し、油圧ラッシュアジャスタ４０を介して吸気弁が開閉駆動される。また、作動角制御アクチュエータ１０により制御軸２４の角度を変化させると、制御偏心軸部２５に外嵌するロッカーアーム２６の揺動中心が制御軸２４の軸心に対して回転変位し、各リンク２７，２８を介して揺動カム２２の初期姿勢（揺動範囲の中心位相）が変化する。この結果、図３に示すように、クランク角度に対する吸気弁の作動角の中心位相が略一定のままで、吸気弁の作動角及びバルブリフト量が連続的に変化する。
【００２９】
このようなリフト変更機構５は、ロッカーアーム２６や各リンク２７，２８が吸気駆動軸２１の周囲に集約されており、コンパクトで機関搭載性に優れている。また、駆動偏心軸部２３と第１リンク２７との軸受部や、制御偏心軸部２５とロッカーアーム２６との軸受部のように、部材間の連結部の多くが面接触となっているため、潤滑が行いやすいことに加え、リターンスプリング等の付勢手段を敢えて必要とせず、耐久性，信頼性にも優れている。更に、実質的に直動式の動弁レイアウトとなっているため、簡素かつコンパクトな構成で回転限界の向上を図れるとともに、従来の固定カムを用いた固定動弁系の内燃機関にも少ない変更で容易に適用できる。
【００３０】
更に、図１に示すように、吸気駆動軸２１の軸心を吸気弁のバルブステム中心線４ｂに対して所定方向（図１の右方向）へオフセットさせることにより、揺動カム２２と油圧ラッシュアジャスタ４０との接触範囲を拡大できることに加え、排気駆動軸２と吸気駆動軸２１との軸間距離を広げることなくバンク角を縮小できる。しかしながら、吸気弁のバルブステム中心線４ｂ上に吸気駆動軸２１の軸心を配置しても良く、この場合、従来の固定動弁系からの変更が少なくて済む。
【００３１】
図４（ａ）を参照して、吸気駆動軸２１の一端外周には、カムプーリ３２が同軸状に配設されている。カムプーリ（又はカムスプロケット）３２は、タイミングベルト（又はタイミングチェーン）を介してクランクシャフトに連携され、このクランクシャフトと同期して回転する。位相変更機構６は、吸気駆動軸２１と一体的に回転する内周側ギア（第２回転体）３１と、カムプーリ３２と一体的に回転する外周側ギア（第１回転体）３３と、これら内周側ギア３１及び外周側ギア３３にそれぞれ噛合するヘリカルギア３４を有し、外周側ギア３３から内周側ギア３１へ回転動力を伝達する筒状のプランジャ３５と、を有している。プランジャ３５の一側には油圧室３６が液密に画成されている。この油圧室３６の油圧を油圧切換弁のような第２油圧装置１３（図２参照）により切換・調整することにより、プランジャ３５がリターンスプリング３７の付勢力に抗して軸方向へ移動して、このプランジャ３５に噛合するカムプーリ３２と吸気駆動軸２１との相対的な回転位相が変化する。これにより、図４（ｂ）に示すようにクランク角に対する吸気弁のリフト作動角の中心位相が進角側又は遅角側に変化する。
【００３２】
このようなリフト変更機構５と位相変更機構６とは、互いに干渉することなく併用可能で、これにより吸気弁の開時期（ＩＶＯ）及び閉時期（ＩＶＣ）を互いに独立して変更・調整することが可能である。そして、これらリフト変更機構５及び位相変更機構６を併用して吸気弁のバルブリフト特性を高度に制御することにより、アイドル等の極低負荷域を含めて吸入空気量を迅速かつ正確に調整することが可能となり、従来のように主としてスロットル弁により吸入空気量を調整する場合に比して、スロットル損失の低減及び燃費の向上等のメリットが得られる。
【００３３】
図２を参照して、ＥＣＵ（エンジン・コントロール・ユニット）７は、各種センサより検出されるバルブリフト信号，機関負荷，機関回転数，及び油水温等に基づいて、燃料噴射制御等の一般的な機関制御を行う他、油圧駆動式の作動角制御アクチュエータ１０への油圧を切換・調節する油圧切換弁のような第１油圧装置１１及び上記の第２油圧装置１３へ制御信号を出力して、リフト変更機構５及び位相変更機構６の動作を制御する。
【００３４】
図５を参照して、油圧ラッシュアジャスタ４０は、揺動カム２２に接触して一体的に作動する第１可動体４１と、バルブステム４ａの上端に接触する第２可動体としての有底円筒状の外筒４２と、を有している。第１可動体４１は、シリンダヘッド１に穿設されるガイド孔１ａ（図１参照）に摺動自在に嵌合する有底円筒状のリフタ本体４３と、このリフタ本体４３の内側壁部に当接し、このリフタ本体４３と一体的に作動する内筒４４と、を有している。リフタ本体４３には、その内周壁面から内方へ突出して外筒４２をバルブステム中心線４ｂに沿ってスライド可能に支持する支持片４５が固定又は一体形成されている。
【００３５】
外筒４２と内筒４４との間には油圧室４６が液密に画成されている。内筒４４には、油圧室４６へ供給する作動油を貯留するリザーバ室４７と、このリザーバ室４７から油圧室４６へ連通する油通路４８と、が油圧室４６の上方に形成されている。リザーバ室４７には、給油孔４９，５０等を経由して作動油が供給される。油通路４８を開閉するチェック弁（ワンウェイバルブ）５１は、チェック弁スプリング５２により閉方向へ付勢されている。内筒４４と外筒４２との間にはタペットスプリング５３が介装されている。このタペットスプリング５３は、内筒４４と外筒４２とを、バルブステム中心線４ｂに沿って油圧室４６の容積（外筒４２と内筒４４との間の距離）が拡大する方向、言い換えると外筒４２が揺動カム２２へ近づく方向（図の上方向）へ付勢している。なお、リザーバ室４７の上方には空気抜き穴５４がリフタ本体４３に形成されている。また、内筒４４と外筒４２のスライド範囲を規制するリング状のストッパ５５が外筒４２の外周に取り付けられている。
【００３６】
定常的な機関運転中に、カム本体２２ａの外周面に形成されたカムプロフィールにおけるリフト区間５６（図１）が油圧ラッシュアジャスタ４０のリフタ本体４３の冠面に対向・当接するリフト状態となると、カム本体２２ａからの荷重がリフタ本体４３，内筒４４，油圧室４６及び外筒４２を経由してバルブステム４ａへ伝達され、吸気弁４がバルブスプリングのばね力に抗して押し下げられる。
このとき、油圧室３６内の油圧が上昇し、外筒４２と内筒４４との隙間から作動油が僅かにリーク（漏洩）する。しかしながら、続いてカム本体２２ａのベースサークル区間５７（図１）がリフタ本体４３の冠面に対向するゼロリフト状態となると、タペットスプリング５３の付勢力によりチェック弁５１が開いてリザーバ室４７から油圧室４６へ作動油が補充されて、リフタ本体４３の冠面がカム本体２２ａに速やかに当接する。このように、油圧ラッシュアジャスタ４０は、定常的な機関運転中におけるバルブクリアランスを常に０（ゼロ）に自動的に調整する機能を有している。
【００３７】
しかしながら、仮に機関停止時に幾つかの気筒の吸気弁がリフト状態となっていると、上記従来技術の欄でも述べたように、油圧室４６内の容積が縮小し、次回の機関起動（始動）直後の当初はある程度のバルブクリアランスが残ってしまう。このため、起動直後のバルブリフト量のばらつきに起因して所望の吸入空気量が得られなくなり、機関安定性が著しく低下するおそれがある。そこで、以下に示す実施形態では、機関停止状態では、油圧ラッシュアジャスタ４０が適用される全ての気筒の吸気弁４のバルブリフト量がほぼ０である全気筒ゼロリフト状態となるように、機関停止状態における吸気弁のバルブリフト特性を設定している。より具体的には、機関停止時に、カム本体２２ａの外周面に形成されるカムプロフィールにおけるベースサークル区間５７又はカムランプ区間が油圧ラッシュアジャスタ４０と対向・当接するように設定されており、カム本体２２ａから油圧ラッシュアジャスタ４０へ実質的に荷重が作用しないように設定されている。
［第１実施形態］
リフト変更機構５により、クランク角に係わらず、機関停止状態におけるバルブリフト量を、最小値であるほぼ０（ゼロ）に設定する。すなわち、図３に示すように、リフト変更機構５のリフト作動角の変更可能範囲を、バルブリフト量がほぼ０となるゼロリフト状態（ａ）を含むように予め設定しておく。そして、機関停止時にリフト変更機構５をゼロリフト状態に設定する。
【００３８】
図６は、機関停止時に確実にゼロリフト状態となるように、リフト変更機構５を積極的に駆動制御する場合の制御の流れを示している。機関停止の直前はアイドリング状態にあることが一般的であるが、エンスト（失火）等により機関停止する場合もあり得る。従って、キーＯＦＦ信号が入力された場合（Ｓ１）、あるいはクランク角センサ等により検出される機関回転数が所定値（０に近い値）よりも小さい場合に（Ｓ２）、リフト変更機構５をゼロリフト状態に制御する（Ｓ３）。より具体的には、リフト変更機構５の制御軸２４の目標回転角度をゼロリフト状態に対応する角度に設定し、実際の制御軸回転角度が目標回転角度と一致するように、リフト・作動角制御用の第１油圧装置１１へ制御信号を出力する。
【００３９】
なお、好ましくは、キーＯＦＦ信号が入力された場合でも、実際の制御軸角度がゼロリフトに対応する目標回転角度に到達するまで、制御系の電源をＯＦＦにしない。また、クランクシャフトからの動力により駆動する機関駆動式の油圧ポンプからアクチュエータ１０等の駆動油圧を得ている場合には、機関回転が完全に停止すると駆動油圧がなくなってしまうので、キーＯＦＦ信号の入力から機関回転が完全に停止までの間に、上記の制御が完了できるようにしておく。
【００４０】
このような第１実施形態では、機関停止状態で確実に全気筒ゼロリフト状態を実現できるとともに、機関停止時における中心位相の制御を行う必要がない点で有利であるが、図３に示すようにリフト・作動角の制御レンジをゼロリフト状態（ａ）を含むように広く取ることが機構上の前提となる。
【００４１】
図７は、この第１実施形態に係るバルブリフト特性の一設定例を示している。
同図に示すように、機関停止時▲１▼には作動角がほぼゼロリフト状態に設定される。起動直後のクランキング時▲２▼には、停止時▲１▼よりもリフト・作動角を増加させ、初爆後のアイドリング時▲３▼には、クランキング時▲２▼よりもリフト・作動角を更に増加させるとともに、中心位相φを遅角させてＩＶＣを下死点へ近づける。
【００４２】
なお、油圧駆動式の作動角制御アクチュエータ１０により変更されるリフト・作動角の初期位置をゼロリフト状態としておけば、上記のように機関停止時に積極的にリフト・作動角を制御しなくても、油圧が低下する機関停止状態には、多少時間はかかるものの最終的にはゼロリフト状態となる。
【００４３】
［第２実施形態］
第２実施形態では、リフト変更機構５及び位相変更機構６を併用して全気筒ゼロリフト状態を実現している。すなわち、機関停止時に、リフト作動角を充分に小さい値（典型的には最小値、但しゼロリフトではない）にするとともに、機関停止後になり得るクランク角の範囲において、全気筒ゼロリフト状態となるように、位相変更機構６による吸気弁の作動角の中心位相を制御する（あるいは初期位相を予め設定する）。
【００４４】
一般的に、全気筒のピストンがピストン行程の半ばとなる状態（クランク角）でクランクシャフトは停止する。その理由の一つは、ピストン上死点付近では圧縮圧力が発生し、ピストンを戻す方向に力が働くためである。他の理由として、ピストン行程の半ばではピストン速度が速いため、摩擦損失が大きいことも挙げられる。特に４気筒の内燃機関では、全気筒がピストン行程の半ばとなるクランク角が比較的広いため、吸気弁の作動角が十分に小さければ（少なくとも９０°ＣＡ以下）、全気筒ゼロリフト状態となるクランク角の範囲を余裕を持って設定することが可能である。これに対し、従来の固定カムを用いた動弁系では、一般的に吸気弁の作動角が１８０°ＣＡ以上に設定されているため、いずれかの気筒の吸気弁が開いていることになり、全気筒ゼロリフト状態となるクランク角の範囲がそもそも存在しない。従って、このように位相変更機構６の設定によりゼロリフト状態を実現する場合には、機関停止時に吸気弁の作動角を十分に小さい値（典型的には最小値）にしておくことが不可欠となる。
【００４５】
例えば４気筒の内燃機関において、ピストン行程半ばにある全気筒でゼロリフトを達成するためには、吸気弁の作動角の中心位相を、上死点付近、あるいは下死点付近に設定すれば良い。
【００４６】
図８は、機関停止状態で吸気弁の中心位相を上死点近傍に設定する場合のバルブリフト特性の一設定例を示している。同図に示すように、機関停止時▲１▼には中心位相φを上死点近傍とし、リフト・作動角も十分に小さくする。起動直時のクランキング時▲２▼には停止時▲１▼に対して中心位相φを遅角させる。初爆後のアイドリング時▲３▼には、ＩＶＣを下死点付近に設定する。Ｒ／Ｌ走行時▲４▼では、ポンプ損失を低減するために、ＩＶＯを上死点より進めて所望のバルブオーバラップを確保し、ＩＶＣは下死点よりも大きく進めた角度にする。全開時▲５▼では充填効率が最大となるようにＩＶＣを下死点近傍に設定する。
【００４７】
図９は、機関停止状態で吸気弁の中心位相を下死点近傍に設定する場合のバルブリフト特性の一設定例を示している。同図に示すように、機関停止時▲１▼には中心位相φを下死点近傍とし、リフト・作動角を十分に小さくする。起動直時のクランキング時▲２▼には、機関停止時▲１▼に対して中心位相φを進角させるとともに作動角を増加させていく。初爆後のアイドリング時▲３▼には、ＩＶＣを下死点付近に設定する。Ｒ／Ｌ走行時▲４▼及び全開時▲５▼では図８の場合と同じように設定する。
【００４８】
図８及び図９のいずれの場合でも、アイドリング時▲３▼における作動角を、機関停止時▲１▼における最小値の近傍、つまり十分に小さい値に設定している。従って、一般的にはアイドリング運転が行われる機関停止直前から機関停止状態を経て機関が始動するまでのリフト・作動角の変更量が十分に抑制される。
【００４９】
図１０は、機関停止時に確実に全気筒ゼロリフト状態となるように、リフト変更機構５及び位相変更機構６を積極的に駆動制御する場合の制御の流れを示している。上記第１実施形態と同様、キーＯＦＦ信号が入力された場合（Ｓ１１）、あるいはクランク角センサ等により検出される機関回転数が所定値に満たない場合に（Ｓ１２）、全気筒ゼロリフト状態となるようにリフト変更機構５及び位相変更機構６を制御する（Ｓ１３，Ｓ１４）。具体的には、リフト変更機構５の制御軸２４の目標回転角度を、所定の極小リフト状態に対応する角度に設定し、実際の制御軸回転角度が目標回転角度と一致するように、第１油圧装置１１へ制御信号を出力する。また、吸気弁の中心位相が上死点近傍の最進角位相又は下死点近傍の最遅角位相となるように、第２油圧装置１３へ制御信号を出力する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係る内燃機関の吸気弁駆動装置を示すシリンダヘッドの断面対応図。
【図２】可変動弁機構としてのリフト変更機構を示す概略斜視図。
【図３】リフト変更機構によるバルブリフト特性の変化の様子を示す特性図。
【図４】可変動弁機構としての位相変更機構を示す断面図（ａ）及びその特性図（ｂ）。
【図５】油圧ラッシュアジャスタを単体で示す断面図。
【図６】第１実施形態に係る制御の流れを示すフローチャート。
【図７】第１実施形態に係るバルブリフト特性の一設定例を示す説明図。
【図８】第２実施形態に係るバルブリフト特性の一設定例を示す説明図。
【図９】第２実施形態に係るバルブリフト特性の他の設定例を示す説明図。
【図１０】第２実施形態に係る制御の流れを示すフローチャート。
【図１１】直動式の固定動弁系に油圧ラッシュアジャスタを適用した公知例を示す断面図。
【符号の説明】
５…リフト変更機構（可変動弁機構）
６…位相変更機構（可変動弁機構）
２１…吸気駆動軸
４０…油圧ラッシュアジャスタ
４１…第１可動体
４２…外筒（第２可動体）
４６…油圧室
４７…リザーバ室[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an internal combustion engine used in an automobile or the like, and more particularly, to an intake valve driving device including a hydraulic lash adjuster that automatically eliminates valve clearance of an intake valve.
[0002]
[Prior art]
FIG. 11 shows a hydraulic lash adjuster 100 disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 6-10622 and applied to a direct acting fixed valve system of an internal combustion engine. A plurality of fixed cams 102 are fixedly provided on a camshaft (driving shaft) 101 that rotates around an axis in conjunction with a crankshaft, and each fixed cam 102 and a valve of each intake valve (or exhaust valve). A hydraulic lash adjuster 100 that automatically closes a gap (valve clearance) with the fixed cam 102 is interposed between the stem 103 and the stem 103.
[0003]
The hydraulic lash adjuster 100 is liquid-tightly defined between the first movable body 104 contacting the fixed cam 102, the bottomed cylindrical second movable body 105 contacting the valve stem 103, and both movable bodies 104, 105. The hydraulic chamber 106 is formed, and a reservoir chamber 107 that stores hydraulic oil supplied to the hydraulic chamber 106. The first movable body 104 includes a bottomed cylindrical bucket 108 and a plunger 109 that operate integrally. A check valve (one-way valve) 111 that opens and closes the passage 110 is provided in the passage 110 that supplies hydraulic oil from the reservoir chamber 107 to the hydraulic chamber 106, and the check valve 111 is urged in a closing direction by a return spring 112. ing. Between both the movable bodies 104 and 105, a spring 114 for biasing in the direction of expanding the volume of the hydraulic chamber 106 (the direction in which the first movable body 104 approaches the fixed cam 102) is interposed.
[0004]
During steady engine operation, when the lift section 115 in the cam profile formed on the outer peripheral surface of the fixed cam 102 is in a lift state in which the lift section 115 faces and contacts the hydraulic lash adjuster 100, the load from the fixed cam 102 is changed to the first movable body. This is transmitted to the valve stem 103 via 104, the hydraulic chamber 106, and the second movable body 105, and the valve stem 103 is pushed down. At this time, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 106 increases, and the hydraulic oil slightly leaks from the gap between the second movable body 105 and the plunger 109 or the like. However, when the base circle section 116 of the fixed cam 102 subsequently enters the zero lift state (the state shown in FIG. 11) facing the hydraulic lash adjuster 100, the check valve is opened by the biasing force of the spring 114, and the reservoir chamber 107 to the hydraulic chamber 106. The hydraulic lash adjuster 100 quickly comes into contact with the fixed cam 102. Thus, the hydraulic lash adjuster 100 has a function of always adjusting the valve clearance to 0 (zero) during steady engine operation.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
In a fixed valve system with a constant operating angle, the operating angle of the intake valve is generally set to 180 ° CA or more in order to increase the output. Therefore, in an internal combustion engine having three or more cylinders, when the engine is stopped, the intake valves of at least one or more cylinders are in the lift state (the lift section 115 is opposed to or in contact with the hydraulic lash adjuster 100). If the engine is in the lifted state when the engine is stopped, the hydraulic oil in the hydraulic chamber 106 continuously leaks due to the load from the fixed cam 102 and the valve spring 117, and eventually the volume of the hydraulic chamber 106 is increased. Reduce until the minimum volume or valve lift is zero.
[0006]
When the engine is started and the fixed cam 102 starts to rotate with the volume of the hydraulic chamber 106 (the dimension of the hydraulic lash adjuster 100 in the valve stem direction) reduced in this way, a relatively large valve clearance remains at the beginning. When the fixed cam 102 collides with the hydraulic lash adjuster 100, a hitting sound is generated. When there is sufficient hydraulic oil in the reservoir chamber 107, a necessary amount of hydraulic oil is replenished to the hydraulic chamber 106 via the check valve 111 relatively quickly, and the valve clearance returns to zero. However, since the dimension of the hydraulic lash adjuster 100 directly affects the engine dimension in the direct acting valve system, it is difficult to increase the volume of the reservoir chamber 107. Thus, the reservoir chamber 107 has sufficient capacity. When there is no hydraulic oil remaining or when the supply of hydraulic oil from the oil pump is delayed, bubbles may enter the hydraulic chamber 106 and the variation in valve lift may increase.
[0007]
By the way, the present applicants have previously proposed a variable valve mechanism capable of continuously changing the valve lift characteristics of the intake valve, in particular, the valve lift amount and the operating angle (lift / operating angle) (Japanese Patent Laid-Open No. Hei 11). No. 036906). By using this mechanism, fuel efficiency performance can be greatly improved by optimizing combustion and charging efficiency from low to high engine speeds, and the intake air volume can be adjusted by changing the valve lift characteristics. It becomes. For example, in an extremely low load range such as idling, the intake valve lift amount is set to an extremely low lift state of about 0.5 to 1.0 mm, and a slight adjustment of the intake air amount is performed by changing the intake valve lift and operating angle. Control can be performed as a subject. Therefore, compared to the case where the intake valve is strongly throttled by the throttle valve at the time of idling, etc. as before, the negative pressure acting on the intake system can be reduced and the throttle loss can be greatly reduced. Is big.
[0008]
However, in such an extremely low lift state, the intake air is affected by variations in the valve lift amount between cylinders due to factors such as variations in the dimensions (full length) of the intake valves, thermal expansion, and wear of the valve seats. It may greatly affect the quantity and impair engine stability and reliability. Therefore, the above-described hydraulic lash adjuster is applied to the system that adjusts the intake air amount by controlling the change of the valve lift characteristic of the intake valve in this way, and the valve clearance during steady engine operation is always adjusted to zero. It is extremely effective in improving the accuracy of the intake air amount. However, if the hydraulic lash adjuster 100 is simply applied, a desired intake air amount cannot be obtained at the time of starting the engine due to the variation in the valve lift amount of the intake valve at the time of starting the engine as described above. Is desired.
[0009]
On the other hand, if the base circle section 116 of the fixed cam 102 is in a zero lift state in which the fixed cam 102 abuts and faces the hydraulic lash adjuster 100 when the engine is stopped, the load of the valve spring 117 acts on the valve seat (not shown) and the hydraulic lash adjuster. No load is applied to the 100 hydraulic chambers 106. Therefore, in this case, the volume of the hydraulic chamber 106 is maintained in an expanded state to an intended state where the valve clearance is zero. The present invention has been made in view of such circumstances.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
An intake valve driving device for an internal combustion engine according to the present invention includes a cam that operates in conjunction with a crankshaft, and the cam and an intake valve (valve stem thereof) or a link member thereof (such as a swing arm or a rocker arm). And a hydraulic lash adjuster that uses hydraulic pressure to close the gap with the cam. And, when the engine is stopped, the valve lift characteristics of the intake valves are set so that all cylinders are in a zero lift state where the valve lift amount of all the cylinders to which the hydraulic lash adjuster is applied is almost zero. It is characterized by being.
[0011]
In this way, by setting the all cylinders to zero lift state when the engine is stopped, the valve clearance is adjusted to almost zero by the hydraulic lash adjuster for all cylinders immediately after the next engine start. Etc. can be avoided reliably.
[0012]
Typically, the present invention is applied to a direct-acting valve system in which a hydraulic lash adjuster is interposed between a cam and a valve stem of an intake valve. More specifically, the cam is disposed coaxially with the intake drive shaft that rotates about the axis in conjunction with the crankshaft, and operates in conjunction with the intake drive shaft. The hydraulic lash adjuster includes a first movable body that contacts the cam, a second movable body that contacts the valve stem of the intake valve, and a hydraulic chamber formed between the first movable body and the second movable body. And a reservoir chamber for storing hydraulic oil to be supplied to the hydraulic chamber.
[0013]
Even if the hydraulic chamber is contracted due to hydraulic fluid leakage when the engine is started, if there is sufficient hydraulic fluid in the reservoir chamber, the required amount of hydraulic fluid is replenished to the hydraulic chamber relatively quickly, and the valve clearance is reduced. Return to zero. However, in the direct-acting valve system, the size of the hydraulic lash adjuster greatly affects the engine size, so it is difficult to increase the volume of the reservoir chamber. Also from this point, the engine stop state Thus, it is preferable that the all cylinders be in a zero lift state.
[0014]
The above-mentioned “all cylinder zero lift state” can be restated as a state in which all the hydraulic lash adjusters are in contact with the base circle section or the ramp section of the cam when the engine is stopped.
[0015]
Particularly preferably, it has a variable valve mechanism that can change the valve lift characteristic of the intake valve. In this case, the intake air amount can be adjusted by changing the valve lift characteristics. However, if the valve lift amount (valve clearance) varies between cylinders when the engine is started, the intake air amount varies greatly. As a result, engine stability and reliability may be impaired. However, according to the present invention, since the valve clearances of all cylinders are adjusted to almost zero by the hydraulic lash adjuster from the start of the engine, the engine stability and reliability are not impaired as described above.
[0016]
As a method for setting such a variable valve mechanism to a valve lift characteristic corresponding to the all-cylinder zero lift state, the variable valve mechanism may be positively driven and controlled by judging the engine stop. Due to the structural settings and restrictions, the desired valve-ft characteristics may be set spontaneously when the engine is stopped. As an example, in the case of a hydraulically driven variable valve mechanism that returns to the initial position by the urging force of a spring (for example, the return spring 37 in FIG. 4) when the drive hydraulic pressure is released, the initial position is set to the desired position. If the position is set so that the valve lift characteristic can be obtained, the desired valve lift characteristic can be finally obtained even if the variable valve mechanism is not driven and controlled when the engine is stopped.
[0017]
When the variable valve mechanism includes at least a lift changing mechanism that can change the valve lift amount of the intake valve, the valve lift amount is preferably set to a minimum value when the engine is stopped. In particular, if this minimum value is substantially zero, the all cylinders can be reliably brought to the zero lift state when the engine is stopped regardless of the crank angle and the center phase of the intake valve operating angle.
[0018]
In an engine stop state and a state immediately after engine startup, idling operation is generally performed. Therefore, if the valve lift amount in the idling operation region is set near the minimum value, the valve lift amount from before the engine stop until the engine is started through the engine stop state is maintained near the minimum value. This is preferable because the amount of change of the amount can be small.
[0019]
As an example of such a lift changing mechanism, the present application has a substantially direct-acting valve operating layout and can continuously change both the valve lift amount and the operating angle (lift / operating angle) of the intake valve. Humans have previously proposed (see Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-036906). In this mechanism, the cam is swingably supported by an intake drive shaft that rotates about an axis in conjunction with a crankshaft, and swings within a predetermined swing range in conjunction with the rotation of the intake drive shaft. It is a rocking cam. Then, the lift changing mechanism is eccentrically fixed to the intake drive shaft, fixed or integrally formed with the drive eccentric shaft portion, a control shaft that is rotationally driven when the valve lift amount of the intake valve is changed, and eccentrically fixed to the control shaft. Alternatively, a control eccentric shaft portion formed integrally, a rocker arm rotatably supported by the control eccentric shaft portion, a first link that links one end of the rocker arm and the drive eccentric shaft portion, and the rocker arm And a second link that links the other end of the swing cam and the tip of the swing cam.
[0020]
When the variable valve mechanism includes a phase change mechanism that can change the central phase of the operating angle of the intake valve to the advance side and the retard side, preferably the engine is stopped and the all cylinders are in the zero lift state. The center phase of the operating angle is positively controlled.
[0021]
In the engine stop state, generally, the crankshaft is stopped in a state where the pistons of all the cylinders are out of the vicinity of the top dead center of the piston receiving the compression load. In other words, the pistons of all cylinders tend to be out of the vicinity of the top dead center of the piston in the range of the crank angle that can be obtained when the engine is stopped. In particular, in a four-cylinder internal combustion engine, the crankshaft typically stops within a crank angle range in which the pistons of all cylinders are halfway. In order to realize the all-cylinder zero lift state in such an engine stop state, the center phase of the intake valve operating angle may be set near the piston top dead center or the piston bottom dead center.
[0022]
As an example of the phase change mechanism, a VTC (Valve Timing Control) mechanism is known in which a helical gear or a vane is used to change the phase of the intake drive shaft with respect to the crankshaft. In this mechanism, the cam is driven by an intake drive shaft that rotates about an axis in conjunction with the crankshaft. The phase changing mechanism rotates from the first rotating body to the second rotating body, the first rotating body rotating integrally with the crankshaft, the second rotating body rotating integrally with the intake drive shaft, and the second rotating body. And means using a helical gear, a vane, or the like that transmits power and changes the relative rotational phase of both rotating bodies.
[0023]
【The invention's effect】
According to the present invention, since the valve lift amount of the intake valve of all the cylinders to which the hydraulic lash adjuster is applied is substantially 0 (zero) when the engine is stopped, all the hydraulic lash adjusters are substantially operated. The oil is not leaking and is not reduced. Therefore, even when the engine is started after the engine has been stopped for a long time, the valve clearances of all the cylinders become substantially zero, and the variation in the valve lift amount between the cylinders is almost completely eliminated. As a result, in addition to suppressing the occurrence of sound when starting the engine, in the case of a configuration in which the variable valve mechanism is used to change and control the valve lift characteristics of the intake valve to adjust the intake air amount, Variations in the amount of intake air at startup are suppressed, and engine reliability and stability are significantly improved.
[0024]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
First, a basic configuration of an intake valve driving device for a multi-cylinder internal combustion engine common to all the embodiments will be described with reference to FIGS.
[0025]
With reference to FIG. 1, an intake drive shaft 21 and an exhaust drive shaft (camshaft) 2 extending in parallel to each other in the cylinder row direction are rotatably supported via a bracket 8 on the upper portion of the cylinder head 1. . The intake drive shaft 21 and the exhaust drive shaft 2 receive rotational power from the crankshaft via pulleys or sprockets, and rotate around their own axes in conjunction with the rotation of the crankshaft. A plurality of fixed cams 2 a are fixed or integrally formed on the exhaust drive shaft 2, and a valve lifter 3 b is interposed between each fixed cam 2 a and the valve stem 3 a of the exhaust valve 3. A swing cam 22 is swingably fitted and supported on the intake drive shaft 21 for each cylinder. As shown in FIG. 2, the swing cam 22 has a structure in which a pair of cam main bodies 22 a are integrally connected by a cylindrical journal portion 22 b, and each cam main body 22 a and the valve stem 4 a of the intake valve 4 are connected to each other. In between, a hydraulic lash adjuster 40 as a valve lifter is interposed. The swing cam 22 is linked to the intake drive shaft 21 by a lift changing mechanism 5 described later, and swings within a predetermined swing range in conjunction with the rotation of the intake drive shaft 21. Therefore, on both the intake and exhaust sides, a direct acting type that directly drives the intake and exhaust valves 4 and 3 via the valve lifters 40 and 3b by the cams 22 and 2a provided coaxially with the drive shafts 21 and 2. It has a valve layout. The valve lifter 3b of the exhaust valve 3 may also be a hydraulic lash adjuster, similar to the intake valve side.
[0026]
Referring to FIG. 2, this intake valve drive device is a variable valve mechanism that can change the valve lift characteristics of the intake valve, and continuously changes the valve lift amount and operating angle (lift / operating angle) of the intake valve. A possible lift changing mechanism 5 and a phase changing mechanism 6 capable of changing the center phase of the lift / operating angle of the intake valve to the advance side and the retard side are provided.
[0027]
The lift changing mechanism 5 includes a cylindrical or columnar drive eccentric shaft portion 23 that is eccentrically fixed to or integrally formed with the intake drive shaft 21, a control shaft 24 that extends parallel to the intake drive shaft 21 in the cylinder row direction, A cylindrical or columnar control eccentric shaft portion 25 that is eccentrically fixed to or integrally formed with the control shaft 24, a rocker arm 26 that is rotatably fitted and supported on the control eccentric shaft portion 25, and the rocker arm 26 A ring-shaped first link 27 that links one end of the shaft and the drive eccentric shaft portion 23, and a rod-shaped second link 28 that links the other end of the rocker arm 26 and the tip of the swing cam 22. ing.
[0028]
When the intake drive shaft 21 rotates in conjunction with the crankshaft, one end of the first link 27 supported by the drive eccentric shaft portion 23 is rotationally displaced with respect to the axis of the intake drive shaft 21, and the first link 27 Is substantially translated as a whole, and the rocking cam 22 is swung within a predetermined rocking angle range via the rocker arm 26 and the second link 28 linked to the first link 27, via the hydraulic lash adjuster 40. As a result, the intake valve is driven to open and close. Further, when the angle of the control shaft 24 is changed by the operating angle control actuator 10, the rocking center of the rocker arm 26 fitted around the control eccentric shaft portion 25 is rotationally displaced with respect to the axis of the control shaft 24, and each link The initial posture of the rocking cam 22 (the center phase of the rocking range) is changed via 27 and 28. As a result, as shown in FIG. 3, the intake valve operating angle and the valve lift amount continuously change while the center phase of the intake valve operating angle with respect to the crank angle remains substantially constant.
[0029]
In such a lift changing mechanism 5, the rocker arm 26 and the links 27 and 28 are concentrated around the intake drive shaft 21, and it is compact and excellent in engine mountability. Further, many of the connecting portions between the members are in surface contact, such as the bearing portion of the drive eccentric shaft portion 23 and the first link 27 and the bearing portion of the control eccentric shaft portion 25 and the rocker arm 26. In addition to being easy to lubricate, it does not require an urging means such as a return spring and is excellent in durability and reliability. Furthermore, because it has a substantially direct-acting valve layout, the rotation limit can be improved with a simple and compact configuration, and there are few changes to the conventional fixed-valve internal combustion engine using a fixed cam. Easy to apply.
[0030]
Further, as shown in FIG. 1, the shaft center of the intake drive shaft 21 is offset in a predetermined direction (rightward in FIG. 1) with respect to the valve stem center line 4b of the intake valve, whereby the swing cam 22 and the hydraulic lash In addition to expanding the contact range with the adjuster 40, the bank angle can be reduced without increasing the distance between the exhaust drive shaft 2 and the intake drive shaft 21. However, the axis of the intake drive shaft 21 may be arranged on the valve stem center line 4b of the intake valve, and in this case, the change from the conventional fixed valve system is small.
[0031]
Referring to FIG. 4A, a cam pulley 32 is coaxially disposed on the outer periphery of one end of the intake drive shaft 21. The cam pulley (or cam sprocket) 32 is linked to a crankshaft via a timing belt (or timing chain), and rotates in synchronization with the crankshaft. The phase changing mechanism 6 includes an inner peripheral gear (second rotating body) 31 that rotates integrally with the intake drive shaft 21, an outer peripheral gear (first rotating body) 33 that rotates integrally with the cam pulley 32, and these It has a helical gear 34 that meshes with the inner peripheral gear 31 and the outer peripheral gear 33, respectively, and a cylindrical plunger 35 that transmits rotational power from the outer peripheral gear 33 to the inner peripheral gear 31. A hydraulic chamber 36 is liquid-tightly defined on one side of the plunger 35. The plunger 35 moves in the axial direction against the urging force of the return spring 37 by switching and adjusting the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 36 by a second hydraulic device 13 (see FIG. 2) such as a hydraulic switching valve. The relative rotational phase between the cam pulley 32 meshed with the plunger 35 and the intake drive shaft 21 changes. As a result, as shown in FIG. 4B, the center phase of the lift operation angle of the intake valve with respect to the crank angle changes to the advance side or the retard side.
[0032]
The lift changing mechanism 5 and the phase changing mechanism 6 can be used together without interfering with each other, thereby changing and adjusting the opening timing (IVO) and closing timing (IVC) of the intake valve independently of each other. Is possible. Then, by using the lift changing mechanism 5 and the phase changing mechanism 6 in combination to highly control the valve lift characteristics of the intake valve, the intake air amount can be quickly and accurately adjusted including an extremely low load range such as an idle. As compared with the conventional case where the intake air amount is mainly adjusted by a throttle valve, advantages such as reduction of throttle loss and improvement of fuel consumption can be obtained.
[0033]
Referring to FIG. 2, an ECU (engine control unit) 7 is generally used for fuel injection control and the like based on a valve lift signal detected by various sensors, an engine load, an engine speed, an oil temperature, and the like. In addition to controlling the engine, a control signal is output to the first hydraulic device 11 such as a hydraulic switching valve for switching / adjusting the hydraulic pressure to the hydraulically driven operating angle control actuator 10 and the second hydraulic device 13 described above. The operation of the lift changing mechanism 5 and the phase changing mechanism 6 is controlled.
[0034]
Referring to FIG. 5, the hydraulic lash adjuster 40 includes a first movable body 41 that operates integrally with the swing cam 22, and a bottomed cylinder as a second movable body that contacts the upper end of the valve stem 4a. And a cylindrical outer cylinder 42. The first movable body 41 has a bottomed cylindrical lifter body 43 slidably fitted in a guide hole 1a (see FIG. 1) drilled in the cylinder head 1, and an inner wall portion of the lifter body 43. An inner cylinder 44 that abuts and operates integrally with the lifter body 43 is provided. A support piece 45 that protrudes inward from the inner peripheral wall surface of the lifter main body 43 and supports the outer cylinder 42 slidably along the valve stem center line 4b is fixed or integrally formed.
[0035]
A hydraulic chamber 46 is liquid-tightly defined between the outer cylinder 42 and the inner cylinder 44. A reservoir chamber 47 that stores hydraulic oil supplied to the hydraulic chamber 46 and an oil passage 48 that communicates from the reservoir chamber 47 to the hydraulic chamber 46 are formed in the inner cylinder 44 above the hydraulic chamber 46. The hydraulic fluid is supplied to the reservoir chamber 47 via the oil supply holes 49 and 50 and the like. A check valve (one-way valve) 51 that opens and closes the oil passage 48 is biased in a closing direction by a check valve spring 52. A tappet spring 53 is interposed between the inner cylinder 44 and the outer cylinder 42. The tappet spring 53 extends the inner cylinder 44 and the outer cylinder 42 in a direction in which the volume of the hydraulic chamber 46 (distance between the outer cylinder 42 and the inner cylinder 44) increases along the valve stem center line 4b, in other words. The outer cylinder 42 is biased in a direction approaching the swing cam 22 (upward in the figure). An air vent hole 54 is formed in the lifter body 43 above the reservoir chamber 47. A ring-shaped stopper 55 that regulates the sliding range of the inner cylinder 44 and the outer cylinder 42 is attached to the outer periphery of the outer cylinder 42.
[0036]
During steady engine operation, when the lift section 56 (FIG. 1) in the cam profile formed on the outer peripheral surface of the cam body 22a is in a lift state in which the lift section faces the crown surface of the lifter body 43 of the hydraulic lash adjuster 40, A load from the cam body 22a is transmitted to the valve stem 4a via the lifter body 43, the inner cylinder 44, the hydraulic chamber 46, and the outer cylinder 42, and the intake valve 4 is pushed down against the spring force of the valve spring.
At this time, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 36 increases, and the hydraulic oil slightly leaks from the gap between the outer cylinder 42 and the inner cylinder 44. However, when the base circle section 57 (FIG. 1) of the cam body 22 a subsequently enters the zero lift state facing the crown surface of the lifter body 43, the check valve 51 is opened by the biasing force of the tappet spring 53, and the hydraulic chamber is opened from the reservoir chamber 47. The hydraulic oil is replenished to 46, and the crown surface of the lifter main body 43 quickly comes into contact with the cam main body 22a. As described above, the hydraulic lash adjuster 40 has a function of automatically adjusting the valve clearance to 0 (zero) during steady engine operation.
[0037]
However, if the intake valves of some cylinders are in a lifted state when the engine is stopped, the volume in the hydraulic chamber 46 is reduced as described in the section of the prior art, and the next engine start (start) is performed. Immediately after that, some valve clearance remains. For this reason, the desired intake air amount cannot be obtained due to variations in the valve lift amount immediately after startup, and the engine stability may be significantly reduced. Therefore, in the following embodiment, in the engine stop state, the engine stop state is set so that the all cylinder zero lift state in which the valve lift amounts of the intake valves 4 of all the cylinders to which the hydraulic lash adjuster 40 is applied is substantially zero. The valve lift characteristics of the intake valve are set. More specifically, when the engine is stopped, the base circle section 57 or the cam ramp section in the cam profile formed on the outer peripheral surface of the cam body 22a is set so as to face and contact the hydraulic lash adjuster 40, and the cam body 22a The hydraulic lash adjuster 40 is set so that substantially no load acts on it.
[First Embodiment]
Regardless of the crank angle, the lift changing mechanism 5 sets the valve lift amount when the engine is stopped to a minimum value of approximately 0 (zero). That is, as shown in FIG. 3, the changeable range of the lift operating angle of the lift changing mechanism 5 is set in advance so as to include the zero lift state (a) in which the valve lift amount is substantially zero. Then, the lift changing mechanism 5 is set to the zero lift state when the engine is stopped.
[0038]
FIG. 6 shows the flow of control when the lift changing mechanism 5 is actively driven and controlled so that the zero lift state is reliably achieved when the engine is stopped. In general, the engine is idling immediately before the engine is stopped, but the engine may be stopped due to engine stall (misfire) or the like. Therefore, when the key OFF signal is input (S1), or when the engine speed detected by the crank angle sensor or the like is smaller than a predetermined value (a value close to 0) (S2), the lift changing mechanism 5 is lifted to zero lift. The state is controlled (S3). More specifically, the target rotation angle of the control shaft 24 of the lift changing mechanism 5 is set to an angle corresponding to the zero lift state, and the lift / operation angle control is performed so that the actual control shaft rotation angle matches the target rotation angle. A control signal is output to the first hydraulic device 11 for use.
[0039]
Preferably, even when a key OFF signal is input, the control system is not turned off until the actual control shaft angle reaches the target rotation angle corresponding to zero lift. Further, when the drive hydraulic pressure of the actuator 10 or the like is obtained from an engine-driven hydraulic pump driven by power from the crankshaft, the drive hydraulic pressure disappears when the engine rotation is completely stopped. The above control can be completed during the period from the input until the engine rotation is completely stopped.
[0040]
Such a first embodiment is advantageous in that an all cylinder zero lift state can be reliably realized when the engine is stopped, and there is no need to control the center phase when the engine is stopped. However, as shown in FIG. It is a premise for the mechanism that the control range of the lift / operating angle is wide to include the zero lift state (a).
[0041]
FIG. 7 shows a setting example of the valve lift characteristic according to the first embodiment.
As shown in the figure, the operating angle is set to a substantially zero lift state when the engine is stopped (1). During cranking (2) immediately after start-up, the lift / operating angle is increased more than when stopping (1), and when idling after the first explosion (3), lift / operation is greater than during cranking (2). The angle is further increased and the center phase φ is retarded to bring the IVC closer to the bottom dead center.
[0042]
If the initial position of the lift / working angle changed by the hydraulically driven working angle control actuator 10 is set to the zero lift state, the lift / working angle is not controlled positively when the engine is stopped as described above. The engine stop state in which the hydraulic pressure is lowered takes a little time, but eventually becomes a zero lift state.
[0043]
[Second Embodiment]
In the second embodiment, the lift changing mechanism 5 and the phase changing mechanism 6 are used together to realize the all cylinder zero lift state. That is, when the engine is stopped, the lift operating angle is set to a sufficiently small value (typically the minimum value, but not zero lift), and all cylinders are in a zero lift state within the range of the crank angle that can be reached after the engine stops. The center phase of the operating angle of the intake valve by the phase changing mechanism 6 is controlled (or the initial phase is set in advance).
[0044]
Generally, the crankshaft is stopped when the pistons of all cylinders are in the middle of the piston stroke (crank angle). One reason is that a compression pressure is generated near the top dead center of the piston, and a force acts in the direction of returning the piston. Another reason is that the friction speed is large because the piston speed is high in the middle of the piston stroke. In particular, in a four-cylinder internal combustion engine, the crank angle at which all the cylinders are in the middle of the piston stroke is relatively wide. It is possible to set the corner range with a margin. On the other hand, in a valve train using a conventional fixed cam, the intake valve of one of the cylinders is open because the operating angle of the intake valve is generally set to 180 ° CA or more. In the first place, there is no range of crank angles at which all cylinders are in a zero lift state. Therefore, when the zero lift state is realized by setting the phase change mechanism 6 in this way, it is indispensable to set the operating angle of the intake valve to a sufficiently small value (typically the minimum value) when the engine is stopped. .
[0045]
For example, in a 4-cylinder internal combustion engine, in order to achieve zero lift in all cylinders in the middle of the piston stroke, the central phase of the intake valve operating angle may be set near the top dead center or near the bottom dead center.
[0046]
FIG. 8 shows a setting example of the valve lift characteristic when the center phase of the intake valve is set near the top dead center when the engine is stopped. As shown in the figure, when the engine is stopped (1), the center phase φ is set near the top dead center, and the lift / operating angle is sufficiently reduced. At the time of cranking (2) immediately after start-up, the center phase φ is retarded with respect to (1) at the time of stop. At idling (3) after the first explosion, IVC is set near the bottom dead center. At the time of R / L traveling (4), in order to reduce the pump loss, the IVO is advanced from the top dead center to secure a desired valve overlap, and the IVC is set at an angle advanced from the bottom dead center. When fully open (5), IVC is set near the bottom dead center so that the filling efficiency is maximized.
[0047]
FIG. 9 shows a setting example of the valve lift characteristic when the center phase of the intake valve is set near the bottom dead center when the engine is stopped. As shown in the figure, when the engine is stopped (1), the center phase φ is set near the bottom dead center, and the lift / operating angle is made sufficiently small. At the time of cranking (2) immediately after starting, the center phase φ is advanced and the operating angle is increased with respect to (1) when the engine is stopped. At idling (3) after the first explosion, IVC is set near the bottom dead center. In R / L traveling (4) and fully opened (5), the setting is the same as in the case of FIG.
[0048]
8 and 9, the operating angle at idling (3) is set near the minimum value at the time of engine stop (1), that is, a sufficiently small value. Therefore, in general, the amount of change in lift and operating angle from when the engine is stopped until the engine is started immediately after the engine is stopped is sufficiently suppressed.
[0049]
FIG. 10 shows a control flow when the lift changing mechanism 5 and the phase changing mechanism 6 are actively driven and controlled so that the all cylinder zero lift state is surely achieved when the engine is stopped. As in the first embodiment, when the key OFF signal is input (S11), or when the engine speed detected by the crank angle sensor or the like is less than a predetermined value (S12), the all cylinders are in the zero lift state. Thus, the lift changing mechanism 5 and the phase changing mechanism 6 are controlled (S13, S14). Specifically, the target rotation angle of the control shaft 24 of the lift changing mechanism 5 is set to an angle corresponding to a predetermined minimal lift state, and the first control shaft rotation angle matches the target rotation angle. A control signal is output to the hydraulic device 11. Further, the control signal is output to the second hydraulic device 13 so that the center phase of the intake valve becomes the most advanced angle phase near the top dead center or the most retarded angle phase near the bottom dead center.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of a cylinder head showing an intake valve driving device for an internal combustion engine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic perspective view showing a lift changing mechanism as a variable valve mechanism.
FIG. 3 is a characteristic diagram showing a change in valve lift characteristics by a lift changing mechanism.
FIG. 4 is a cross-sectional view (a) showing a phase changing mechanism as a variable valve mechanism and a characteristic diagram (b) thereof.
FIG. 5 is a sectional view showing a hydraulic lash adjuster alone.
FIG. 6 is a flowchart showing a control flow according to the first embodiment.
FIG. 7 is an explanatory diagram showing a setting example of valve lift characteristics according to the first embodiment.
FIG. 8 is an explanatory diagram showing a setting example of valve lift characteristics according to the second embodiment.
FIG. 9 is an explanatory view showing another setting example of valve lift characteristics according to the second embodiment.
FIG. 10 is a flowchart showing a control flow according to the second embodiment.
FIG. 11 is a sectional view showing a known example in which a hydraulic lash adjuster is applied to a direct acting fixed valve system.
[Explanation of symbols]
5. Lift change mechanism (variable valve mechanism)
6. Phase change mechanism (variable valve mechanism)
21 ... Intake drive shaft
40 ... Hydraulic lash adjuster
41 ... 1st movable body
42 ... outer cylinder (second movable body)
46 ... Hydraulic chamber
47 ... Reservoir chamber

Claims

A cam that operates in conjunction with the crankshaft, a hydraulic lash adjuster that is interposed between the cam and the intake valve or its associated member, and that uses hydraulic pressure to close the gap between the cam and a valve lift of the intake valve An intake valve drive device for an internal combustion engine having a variable valve mechanism capable of changing characteristics ,
The variable valve mechanism includes a lift changing mechanism capable of changing at least a valve lift amount of the intake valve,
When the engine is stopped, the valve lift amount of the intake valve is the minimum value before the engine stops so that the all cylinder zero lift state in which the valve lift amount of the intake valve of all the cylinders to which the hydraulic lash adjuster is applied is almost zero. An intake valve drive device for an internal combustion engine, comprising control means for drivingly controlling the lift changing mechanism so that

2. The intake valve driving device for an internal combustion engine according to claim 1 , wherein the valve lift amount of the intake valve is set in the vicinity of a minimum value in the idling operation range.

The cam is a swing cam that is swingably supported by an intake drive shaft that rotates about an axis in conjunction with a crankshaft, and that swings within a predetermined swing range in conjunction with the rotation of the intake drive shaft. Yes,
The lift changing mechanism is eccentrically fixed to or integrally formed with the intake drive shaft, a control shaft that is rotationally driven when the valve lift amount of the intake valve is changed, and eccentrically fixed or integrated with the control shaft. A formed control eccentric shaft portion, a rocker arm rotatably supported by the control eccentric shaft portion, a first link that links one end of the rocker arm and the drive eccentric shaft portion, and the other rocker arm The intake valve driving device for an internal combustion engine according to claim 1 or 2 , further comprising a second link that links the end and the tip of the swing cam.

A cam that operates in conjunction with the crankshaft, a hydraulic lash adjuster that is interposed between the cam and the intake valve or its associated member, and that uses hydraulic pressure to close the gap between the cam and a valve lift of the intake valve An intake valve drive device for an internal combustion engine having a variable valve mechanism capable of changing characteristics,
The variable valve mechanism includes a phase changing mechanism capable of changing the center phase of the operating angle of the intake valve to the advance side and the retard side,
The center phase of the operating angle is controlled so that all cylinders are in a zero lift state in which the valve lift amounts of the intake valves of all the cylinders to which the hydraulic lash adjuster is applied are almost zero when the engine is stopped. An intake valve drive device for an internal combustion engine.

A cam that operates in conjunction with the crankshaft, a hydraulic lash adjuster that is interposed between the cam and the intake valve or its associated member, and that uses hydraulic pressure to close the gap between the cam and a valve lift of the intake valve An intake valve drive device for an internal combustion engine having a variable valve mechanism capable of changing characteristics,
The variable valve mechanism includes a phase changing mechanism capable of changing the center phase of the operating angle of the intake valve to the advance side and the retard side,
When the engine is in a stopped state where the piston positions of all the cylinders to which the hydraulic lash adjuster is applied are in the middle of the stroke , the intake valve is in an all cylinder zero lift state in which the valve lift amounts of the intake valves of all the cylinders are almost zero. An intake valve driving device for an internal combustion engine, wherein a central phase of a valve operating angle is set in the vicinity of a piston top dead center.

The cam is driven by an intake drive shaft that rotates about an axis in conjunction with a crankshaft,
The phase changing mechanism includes a first rotating body that rotates integrally with the crankshaft, a second rotating body that rotates integrally with the intake drive shaft, and rotational power from the first rotating body to the second rotating body. as well as transmission, an intake valve driving apparatus for an internal combustion engine according to claim 4 or 5, further comprising means for changing the relative rotational phase between the rotating body.

The cam is arranged coaxially with the intake drive shaft that rotates about the axis in conjunction with the crankshaft, and operates in conjunction with the intake drive shaft,
The hydraulic lash adjuster includes a first movable body that contacts the cam, a second movable body that contacts the valve stem of the intake valve, and a hydraulic chamber formed between the first movable body and the second movable body. An intake valve drive device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 6 , further comprising a reservoir chamber for storing hydraulic oil to be supplied to the hydraulic chamber.

The intake valve drive device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 7 , wherein all the hydraulic lash adjusters are set in contact with a base circle section or a ramp section of the cam when the engine is stopped. .